JP5407944B2 - 車両用空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両用空調装置に関するものである。

従来、エンジン冷却水を熱源として車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器を備えた車両用空調装置がある（例えば、特許文献１、２参照）。

さらに、このような車両用空調装置としては、ハイブリッド車、アイドルストップ車のように、走行状態等に応じてエンジンを自動停止する車両に搭載され、走行状態等に応じてエンジンが停止している場合であっても、エンジン冷却水の温度が所定温度以下の場合に、エンジンに対して作動要求するものが広く知られている。これは、エンジンが停止している場合であって、エンジン冷却水の温度が低くなって、加熱用熱交換器による送風空気の加熱能力を確保できないときに、空調のためにエンジンを作動させて、加熱用熱交換器による送風空気の加熱能力を確保するものである。

なお、特許文献１に記載の車両用空調装置では、エンジン冷却水を熱源として車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器を備え、さらに、ヒートポンプサイクルによって、空気から吸熱してエンジン冷却水を加熱するようにしている。

また、特許文献２に記載の車両用空調装置では、エンジン冷却水を熱源として車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器の空気流れ下流側に、ＰＴＣ素子を用いた補助加熱器を設けている。

特開２００７−２７８６２４号公報 特開２００８−１２６８２０号公報

ところで、エンジン冷却水の温度が所定温度以下の場合に、エンジンに対して作動要求する車両用空調装置に対しては、空調のためにエンジンを作動させると、燃費悪化につながるので、燃費悪化を抑制することが求められる。

そこで、エンジン冷却水の温度が低下した場合、エンジン作動の代わりに、特許文献１のように、ヒートポンプサイクルで空気から吸熱し、この熱によってエンジン冷却水を加熱することが考えられる。

しかし、ヒートポンプサイクルを作動させると、その作動にエネルギーを消費することとなるため、このようなエンジン冷却水を加熱する際の消費エネルギーの低減が求められる。

また、エンジン冷却水の温度が低下した場合、エンジン作動の代わりに、特許文献２のように、補助加熱器で空気を加熱することが考えられる。しかしながら、加熱用熱交換器の空気流れ下流側に補助加熱器を設けると、補助加熱器が車室内に向かう送風空気の抵抗となるため、空気を直接加熱する補助加熱器を設けることは好ましくない。

そこで、エンジン冷却水の温度が低下した場合、車室内に向かう送風空気の抵抗が増大しないように、エンジン以外の加熱手段によってエンジン冷却水を加熱することが考えられる。

しかし、エンジン以外の加熱手段によってエンジン冷却水を単に加熱するだけでは、加熱用熱交換器で空気と熱交換されなかった熱量がエンジン表面から放出され、加熱した熱量を無駄に消費してしまうという問題が生じる。

なお、空調のためにエンジンを作動させると燃費が悪化するという問題は、エンジンを搭載する車両に用いられる車両用空調装置に限らず、燃料電池車のように、エンジン以外の車両走行用の駆動手段を備える車両に搭載される車両用空調装置においても同様に言えることである。

例えば、燃料電池と走行用電動モータとを備える燃料電池車に用いられる車両用空調装置では、燃料電池の冷却水を熱源として車室内への送風空気を加熱するとともに、走行状態等に応じて燃料電池の発電が停止することが考えられる。この場合、燃料電池の冷却水の温度が所定温度以下の場合に、燃料電池を作動（発電）させると、燃料電池の消費エネルギーが多くなってしまう。

本発明は上記点に鑑みて、省エネルギー化を実現できる車両用空調装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、加熱用熱交換器として、第１加熱用熱交換器（１４）と、第１加熱用熱交換器（１４）通過後の空気を加熱する第２加熱用熱交換器（１５）とを備え、
第１、第２加熱用熱交換器（１４、１５）は、冷却流体流れに対して並列に配置されており、
第１、第２加熱用熱交換器（１４、１５）のうち第２加熱用熱交換器（１５）に向かって流れる冷却流体のみを加熱する加熱手段（１１１、１２１）を備え、
少なくとも加熱手段（１１１、１２１）の加熱時では、第２加熱用熱交換器（１５）内を流れる冷却流体の流量が第１加熱用熱交換器（１４）内を流れる冷却流体の流量よりも少ない構成となっており、
さらに、第２加熱用熱交換器（１５）よりも下流側の冷却流体から加熱手段（１１１）よりも上流側の冷却流体に向けて熱移動させる顕熱交換器（１１３）を備えることを特徴としている。

これによると、加熱手段によって、第２加熱用熱交換器に流入する冷却流体の温度を上昇させるので、駆動手段の作動によって冷却流体の温度を空気の加熱に必要な温度以上に維持しなくても良い。このため、本発明によれば、駆動手段の作動要求の要否判断での基準となる所定温度を従来よりも低く設定することができるので、駆動手段の作動頻度を低減でき、駆動手段が消費するエネルギーを低減できる。

また、本発明では、冷却流体の全体を加熱するのではなく、第２加熱用熱交換器に流入する冷却流体を加熱するので、冷却流体の全体を加熱する場合と比較して、加熱手段の消費エネルギーを低減できる。

また、本発明では、少なくとも加熱手段の加熱時では、第２加熱用熱交換器内を流れる冷却流体の流量が、第１加熱用熱交換器内を流れる冷却流体の流量よりも少ないので、第１加熱用熱交換器内を流れる冷却流体の流量と同じ場合と比較して、加熱手段による冷却流体への投入熱量に対する第２加熱用熱交換器での冷却流体からの放熱量の割合を高めることができる。これにより、第２加熱用熱交換器で空気と熱交換されなかった熱量が駆動手段の表面から放出されることを抑制でき、加熱手段の加熱によって得た熱量を有効に利用できる。
また、本発明では、顕熱交換器（１１３）によって、加熱手段の加熱時に、第２加熱用熱交換器（１５）よりも下流側の冷却流体から加熱手段（１１１）よりも上流側の冷却流体に向けて熱移動させることができる。これにより、第２加熱用熱交換器で空気と熱交換されなかった熱量が駆動手段の表面から放出されることを抑制できるとともに、加熱手段に流入する冷却流体の温度が上昇するので、加熱手段が加熱のために消費するエネルギーを低減できる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、第２加熱用熱交換器（１５）は、第２加熱用熱交換器（１５）内部の流水抵抗が、第１加熱用熱交換器（１４）内部の流水抵抗よりも高く構成されていることを特徴としている。これにより、第２加熱用熱交換器（１５）内を流れる冷却流体の流量を第１加熱用熱交換器（１４）内を流れる冷却流体の流量よりも少なくすることができる。

請求項３に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、加熱手段（１１１、１２１）の加熱時に、加熱手段（１１１、１２１）の非加熱時と比較して、第２加熱用熱交換器（１５）内を流れる冷却流体の流量を減少させる流量調整手段（１１２）を備えることを特徴としている。これにより、加熱手段（１１１、１２１）の加熱時に、第２加熱用熱交換器（１５）内を流れる冷却流体の流量を、第１加熱用熱交換器（１４）内を流れる冷却流体の流量よりも少なくすることができる。

上述の請求項１ないし３に記載の発明における加熱手段としては、請求項４に記載のように、駆動手段としての走行用電動モータに電力供給するための高電圧電源を電源とする電気ヒータ（１１１）を用いることができる。

また、請求項１ないし３に記載の発明における加熱手段としては、請求項５に記載のように、廃熱を生じる駆動手段以外の発熱体（１２１）を用いることができる。この廃熱を生じる発熱体としては、例えば、請求項６に記載のように、ハイブリッド車両に搭載され、走行用電動モータに供給される電流を変換するインバータ（１２１）が挙げられる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

第１実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 図１の車両用空調装置の電気制御部の構成図である。 図２中の空調制御装置の制御処理を示すフローチャートである。 図３中のステップＳ４の一部を説明するためのフローチャートである。 第２実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第３実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第４実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第５実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第６実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第７実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第８実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第９実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第１０実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第１１実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第１２実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第１２実施形態における車両用空調装置の電気制御部の構成図である。 第１２実施形態における水加熱用電気ヒータ１１１のＯＮ、ＯＦＦの決定処理を説明するためのフローチャートである。 第１３実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第１４実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。 第１５実施形態における第１、第２ヒータコア１４、１５の斜視図である。

以下、本発明の実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、説明の簡略化を図るべく、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
図１に、本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示し、図２に、この車両用空調装置の電気制御部の構成を示す。本実施形態の車両用空調装置は、エンジン（内燃機関）ＥＧおよび走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得るハイブリッド車に搭載されるものである。したがって、エンジンＥＧが本発明の車両走行用の駆動力を得るための駆動手段に相当する。

本実施形態のハイブリッド車両は、車両の走行負荷に応じてエンジンＥＧを作動あるいは停止させて、エンジンＥＧおよび走行用電動モータの双方から駆動力を得て走行する走行状態や、エンジンを停止させて走行用電動モータのみから駆動力を得て走行する走行状態等を切り替えることができる。これにより、車両走行用の駆動力をエンジンＥＧのみから得る通常の車両に対して車両燃費を向上させている。

車両用空調装置１は、図１に示す室内空調ユニット１０と、制御手段としての図２に示す空調制御装置６０とを備えている。

室内空調ユニット１０は、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、その外殻を形成するケーシング１１内に送風機１２、蒸発器１３、第１ヒータコア１４、第２ヒータコア１５等を収容したものである。

ケーシング１１は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成しており、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂で成形されている。ケーシング１１内の送風空気流れ最上流側には、内気（車室内空気）と外気（車室外空気）とを切替導入する内外気切替箱２０が配置されている。

より具体的には、内外気切替箱２０には、ケーシング１１内に内気を導入させる内気導入口２１および外気を導入させる外気導入口２２が形成されている。さらに、内外気切替箱２０の内部には、内気の風量と外気の風量との風量割合を変化させる内外気切替ドア２３が配置されている。外気切替ドア２３は、内外気切替ドア用の電動アクチュエータ７１によって駆動され、この電動アクチュエータ７１は、空調制御装置６０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

内外気切替箱２０の空気流れ下流側には、内外気切替箱２０を介して吸入した空気を車室内へ向けて送風する送風機（ブロワ）１２が配置されている。この送風機１２は、遠心多翼ファン１２ａを電動モータ１２ｂにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置６０から出力される制御信号によって回転数（送風量）が制御される。

送風機１２の空気流れ下流側には、蒸発器１３が配置されている。蒸発器１３は、その内部を流通する冷媒と送風空気とを熱交換させて送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。蒸発器１３は、図示しない圧縮機、凝縮器、気液分離器、膨張弁等とともに、冷凍サイクルを構成している。

蒸発器１３の空気流れ下流側には、蒸発器１３通過後の空気を流す加熱用冷風通路１６、加熱冷風バイパス通路１７といった空気通路、並びに、加熱用冷風通路１６および加熱冷風バイパス通路１７から流出した空気を混合させる混合空間１８が形成されている。

加熱用冷風通路１６には、蒸発器１３通過後の空気を加熱するための加熱手段としての第１、第２ヒータコア１４、１５が配置されている。第１ヒータコア１４は、エンジンＥＧの冷却水と蒸発器１３通過後の空気とを熱交換させて、蒸発器１３通過後の空気を加熱する第１加熱用熱交換器である。第２ヒータコア１５は、第１ヒータコア１４の空気流れ下流側に配置されており、エンジンＥＧの冷却水と第１ヒータコア１４通過後の空気とを熱交換させて、第１ヒータコア１４通過後の空気を加熱する第２加熱用熱交換器である。ちなみに、冷却水は、水もしくは添加成分を含む水である。

車両用空調装置１は、第１、第２ヒータコア１４、１５とエンジンＥＧとの間を冷却水が循環する冷却水回路３０を有している。この冷却水回路３０には、第１、第２ヒータコア１４、１５用の冷却水流路３１と、ラジエータ４１用の冷却水流路３２とが並列して設けられている。

第１、第２ヒータコア１４、１５用の冷却水流路３１は、分岐点３１ａと合流点３１ｂを有し、エンジンＥＧから流出した冷却水が、分岐点３１ａで分岐して第１ヒータコア１４に向かって流れる第１ヒータコア１４用の冷却水流路３３と、第２ヒータコア１５に向かって流れる第２ヒータコア用の冷却水流路３４とを有している。合流点３１ｂで、第１、第２ヒータコア１４、１５をそれぞれ通過した冷却水が合流する。このように、第１、第２ヒータコア１４、１５は、冷却水流れに対して並列に配置されている。

第２ヒータコア用の冷却水流路３４においては、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れの下流側に吸熱部としての吸熱側熱交換器５１が設けられ、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れの上流側に放熱部としての放熱側熱交換器５２が設けられている。さらに、第２ヒータコア用の冷却水流路３４の外側において、吸熱側熱交換器５１と放熱側熱交換器５２との間にペルチェ素子５３が設けられている。

吸熱側熱交換器５１は、冷却水から吸熱するための熱交換器であり、放熱側熱交換器５２は、冷却水に放熱するための熱交換器である。吸熱側熱交換器５１の内部を流れる冷却水の向きと、放熱側熱交換器５２の内部を流れる冷却水の向きは正反対であり、冷却水が対向して流れるようになっている。

ペルチェ素子５３は、吸熱側熱交換器５１と熱的に接続された吸熱面と放熱側熱交換器５２と熱的に接続された放熱面とを有し、直流電流が流れることで、吸熱面が吸熱するとともに放熱面が放熱するものである。すなわち、ペルチェ素子５３は、吸熱面側から放熱面側へ熱を汲み上げる汲上手段である。この汲み上げられる熱量は、電流量の大きさによって調整される。

なお、熱的に接続されたとは、熱が伝導する状態となっていることを意味する。したがって、ペルチェ素子５３は、直流電流が流れると、吸熱側熱交換器５１を介して、第２ヒータコア１５流出側の冷却水から吸熱し、放熱側熱交換器５２を介して、第２ヒータコア１５流入側の冷却水に放熱するようになっている。このペルチェ素子５３は、空調制御装置６０から出力される制御信号によって、電源のＯＮ、ＯＦＦや、ＯＮ時の電流量等が制御される。

エンジンＥＧの冷却水入口側には、サーモスタット４２が設けられており、このサーモスタット４２によって、第１、第２ヒータコア１４、１５用の冷却水流路３１と、ラジエータ４１用の冷却水流路３２とを流れる冷却水の流量が調整される。また、冷却水回路３０には、冷却水流れを形成する電動式のウォータポンプ４３が設けられている。このウォータポンプ４３は、エンジンＥＧの停止時であっても、空調制御装置６０による制御によって作動する。なお、ウォータポンプ４３は、エンジンＥＧからの動力を受けて作動するものであっても良く、この場合、エンジンＥＧの停止と共にウォータポンプ４３も停止する。

エンジンＥＧの冷却水出口付近には、エンジンＥＧから流出した冷却水の温度を検出する第１冷却水温度センサ６５が設けられている。また、冷却水回路３０の放熱側熱交換器５２と第２ヒータコア１５との間に、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度を検出する第２冷却水温度センサ６６が設けられている。

一方、加熱冷風バイパス通路１７は、蒸発器１３通過後の空気を、ヒータコア１４を通過させることなく、混合空間１８に導くための空気通路である。したがって、混合空間１８にて混合された送風空気の温度は、加熱用冷風通路１６を通過する空気および加熱冷風バイパス通路１７を通過する空気の風量割合によって変化する。

そこで、本実施形態では、蒸発器１３の空気流れ下流側であって、加熱用冷風通路１６および加熱冷風バイパス通路１７の入口側に、加熱用冷風通路１６および加熱冷風バイパス通路１７へ流入させる冷風の風量割合を連続的に変化させるエアミックスドア１９を配置している。

したがって、エアミックスドア１９は、混合空間１８内の空気温度（車室内へ送風される送風空気の温度）を調整する温度調整手段を構成する。エアミックスドア１９は、エアミックスドア用の電動アクチュエータ７２によって駆動され、この電動アクチュエータ７２は、空調制御装置６０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

さらに、ケーシング１１の送風空気流れ最下流部には、混合空間１８から空調対象空間である車室内へ温度調整された送風空気を吹き出すために、デフロスタ開口部２４、フェイス開口部２５およびフット開口部２６が設けられている。

デフロスタ開口部２４には、図示しないデフロスタダクトが接続され、このデフロスタダクト先端部のデフロスタ吹出口から車両前面窓ガラスの内面に向けて空調風を吹き出すようになっている。フェイス開口部２５には、図示しないフェイスダクトが接続され、フェイスダクト先端部のフェイス吹出口から車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すようになっている。また、フット開口部２６には、図示しないフットダクトが接続され、フットダクト先端部のフット吹出口から乗員の足元に向けて空調風を吹き出すようになっている。

また、ケーシング１１には、吹出口モードを切り替えるための吹出口モードドアとして、フロスタ開口部２４を開閉するデフロスタドア２４ａと、フェイス開口部２５を開閉するフェイスドア２５ａと、フット開口部２６を開閉するフットドア２６ａとが設けられている。これらの吹出口モードドア２４ａ、２５ａ、２６ａは、吹出口モードドア用の電動アクチュエータ７３によって駆動され、この電動アクチュエータ７３は、空調制御装置６０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

次に、図２により、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置６０は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された送風機１２、各種電動アクチュエータ７１、７２、７３、ペルチェ素子５３等の作動を制御する。

また、空調制御装置６０の入力側には、車室内温度Ｔｒを検出する内気センサ６１、外気温Ｔａｍを検出する外気センサ６２（外気温検出手段）、車室内の日射量Ｔｓを検出する日射センサ６３、蒸発器１３から吹き出される空気温度である蒸発器吹出空気温度（蒸発器温度）ＴＥを検出する蒸発器温度センサ６４（蒸発器温度検出手段）、エンジン冷却水温度ＴＷを検出する第１、第２冷却水温度センサ６５、６６（冷却水温度検出手段）等のセンサ群の検出信号が入力される。

さらに、空調制御装置６０の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された操作パネル７０に設けられた各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネル７０に設けられた各種空調操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置１の作動スイッチ（図示せず）、エアコンのオン・オフを切り替えるエアコンスイッチ７０ａ、車両用空調装置１の自動制御を設定・解除するオートスイッチ７０ｂ、運転モードの切替スイッチ（図示せず）、吸込口モードを切り替える吸込口モードスイッチ（図示せず）、吹出口モードを切り替える吹出口モードスイッチ（図示せず）、送風機１２の風量設定スイッチ（図示せず）、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ７０ｃ、冷凍サイクルの省動力化を優先させる指令を出力するエコノミースイッチ７０ｄ等が設けられている。

さらに、空調制御装置６０は、エンジンＥＧの作動を制御するエンジン制御装置８０に電気的接続されており、空調制御装置６０およびエンジン制御装置８０は互いに電気的に通信可能に構成されている。これにより、一方の制御装置に入力された検出信号あるいは操作信号に基づいて、他方の制御装置が出力側に接続された各種機器の作動を制御することもできる。例えば、空調制御装置６０がエンジン制御装置８０へエンジンＥＧの作動要求信号を出力することによって、エンジンＥＧを作動させることができる。

次に、図３により、上記構成における本実施形態の作動を説明する。図３は、空調制御装置６０の制御処理を示すフローチャートである。なお、図３中の各ステップは、空調制御装置６０が有する各種の機能実現手段を構成している。

まず、ステップＳ１では、フラグ、タイマ等の初期化、および上述した電動アクチュエータを構成するステッピングモータの初期位置合わせ等が行われる。

次のステップＳ２では、操作パネル７０の操作信号や、空調制御に用いられる車両環境状態の信号、すなわち上述のセンサ群６１〜６６等の検出信号を読み込んでステップＳ３へ進む。具体的な操作信号としては、車室内温度設定スイッチ７０ｃによって設定される車室内設定温度Ｔｓｅｔ、吹出口モードの選択信号、吸込口モードの選択信号、送風機１２の風量の設定信号等がある。

ステップＳ３では、車室内吹出空気の目標吹出空気温度ＴＡＯを算出する。目標吹出空気温度ＴＡＯは、空調熱負荷、すなわち、車室内設定温度と、車室内温度等の車両環境条件とに基づいて算出され、具体的には、下記数式Ｆ１により算出される。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ｔｓ＋Ｃ…（Ｆ１）
ここで、Ｔｓｅｔは車室内温度設定スイッチ７０ｃによって設定された車室内設定温度、Ｔｒは内気センサ６１によって検出された車室内温度（内気温）、Ｔａｍは外気センサ６２によって検出された外気温、Ｔｓは日射センサ６３によって検出された日射量である。Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインであり、Ｃは補正用の定数である。

続くステップＳ４では、空調制御装置６０に接続された各種機器の制御目標値、例えば、送風機１２の送風量（ブロワレベル）、吸込口モード、吹出口モード、エアミックスドアの開度、エンジン作動要求の要否、ペルチェ素子５３のＯＮ／ＯＦＦ等を決定する。送風量、吹出口モード等については、目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて決定する。エンジン作動要求の要否については、第１冷却水温度センサ６５で検出した冷却水温度ＴＷ１が所定の基準温度（エンジン作動の要求水温）よりも低い場合に、エンジン作動要求信号の出力を決定する。なお、ペルチェ素子５３のＯＮ／ＯＦＦの決定については後述する。

その後、ステップＳ５では、ステップＳ４で決定された制御目標値が得られるように、空調制御装置６０に接続された各種機器やエンジン制御装置８０に対して制御信号を出力する。

これにより、送風機１２が所望の送風量となるように作動し、所望の吹出口モードとなるように、吹出口モードドアが所定の位置となり、必要に応じてエンジンＥＧが作動する。

続く、ステップＳ６では、制御周期τの間待機し、制御周期τの経過を判定するとステップＳ２に戻るようになっている。

次に、上述したステップＳ４での制御目標値の決定処理のうちペルチェ素子５３のＯＮ／ＯＦＦの決定処理を説明する。図４に、ペルチェ素子５３のＯＮ／ＯＦＦの決定処理を説明するためのフローチャートを示す。

ステップＳ１１では、第２ヒータコア吹出空気温度ＴＷＤを算出する。第２ヒータコア吹出空気温度ＴＷＤは、第２ヒータコア１５からの吹出空気温度であり、第２ヒータコア１５で冷却水との熱交換によって空気が加熱されたときの加熱空気温度である。このヒータコア吹出空気温度ＴＷＤは、厳密には、第２冷却水温度センサ６６で検出した冷却水温度ＴＷ２、蒸発器１３の通過後の空気温度ＴＥ、第２ヒータコア１５の熱交換性能等に基づいて算出されるが、冷却水温度ＴＷ２と略同一である。

続く、ステップＳ１２では、第２ヒータコア吹出空気温度ＴＷＤと目標吹出空気温度ＴＡＯを比較し、ＴＷＤがＴＡＯよりも低いか否かを判定する。ＴＷＤがＴＡＯよりも低ければ、ＹＥＳ判定して、ステップＳ１３に進み、ペルチェ素子５３を通電（ＯＮ）状態とする。一方、ＴＷＤがＴＡＯ以上であれば、ＮＯ判定して、ステップＳ１４に進み、ペルチェ素子５３を非通電（ＯＦＦ）状態とする。

したがって、エンジンＥＧの停止後から長時間経過して、エンジンＥＧの作動時よりも冷却水温度が低下した場合、ＴＷＤがＴＡＯよりも低くなる。そこで、このような場合に、本実施形態では、ペルチェ素子５３を通電し、第２ヒータコア１５を通過した後の冷却水から吸熱して、第２ヒータコア１５に向かう冷却水に放熱させる。これにより、第２ヒータコア１５に流入する冷却水温度を上昇させて、冷却水の温度を暖房に必要な温度にすることができる。なお、この場合、空調制御装置６０は、エアミックスドア１９を最大暖房位置とすることが好ましい。

一方、エンジンＥＧの作動時や、エンジンＥＧの停止後からの経過時間が短く、冷却水温度がエンジンＥＧの作動時に近い場合のように、冷却水の温度が十分に高く、ＴＷＤがＴＡＯ以上となる場合であれば、ペルチェ素子５３による冷却水の加熱が不要なので、空調制御装置６０はペルチェ素子５３を非通電とする。この場合、空調制御装置６０は、従来と同様に、エアミックスドア１９の位置（開度）を制御することによって、空調風の温度を調整する。

次に、本実施形態の主な効果について説明する。

（１）本実施形態によれば、エンジンＥＧの作動の代わりに、ペルチェ素子５３の作動によって、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度を上昇させるようになっているので、ペルチェ素子５３を備えていない場合と比較して、エンジンＥＧの作動頻度を低減でき、エンジンＥＧの燃費を向上させることができる。

また、ペルチェ素子５３によって冷却水の温度を上昇させているので、ペルチェ素子５３を備えていない場合と比較して、エンジンＥＧの停止直後からの冷却水の温度低下を遅くでき、冷却水温度ＴＷ１がエンジン作動の要求水温より低くなるまでの時間を長くすることができる。よって、このことからも、本実施形態によれば、ペルチェ素子５３を備えていない場合と比較して、エンジンＥＧの作動頻度を低減できると言える。

（２）ところで、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度は、暖房の熱源として必要な温度、例えば、６０℃以上であることが望まれる。一方、エンジンＥＧの内部を流れる冷却水の温度は、エンジンＥＧの各部が暖まってエンジンＥＧが良好に作動する下限温度以上、例えば、４０℃以上であることが望まれる。

このため、ペルチェ素子５３を有していない従来の車両用空調装置では、暖房の熱源を確保するため、冷却水温度が６０℃以上となるように、エンジン作動の要求水温を例えば６０℃付近に設定する必要があった。

これに対して、本実施形態によれば、エンジンＥＧの停止時に、冷却水の温度が６０℃を下回っても、ペルチェ素子５３を作動させて、冷却水の温度を上昇させることができるので、エンジン作動の要求水温を従来よりも低い温度、例えば４０℃付近に設定することができる。

ちなみに、この要求水温の設定については、ペルチェ素子５３の作動によっても、暖房に必要な温度に維持できなくなる場合や、エンジンＥＧが良好に作動する温度を維持できなくなる場合に、エンジンが作動するように、エンジン作動の要求水温を設定すれば良い。

（３）本実施形態では、ペルチェ素子５３が空気ではなく、エンジンＥＧの冷却水から吸熱している。

ここで、ペルチェ素子５３の吸熱対象を、エンジンＥＧの冷却水の代わりに、外気とすることもできる。しかし、ヒータコアによる送風空気の加熱能力を確保するために、エンジン冷却水を所望温度まで上昇させようとする場合、外気温が低いほど、ペルチェ素子５３に要求される熱の汲上能力が大きくなり、ペルチェ素子５３の消費電力が大きくなってしまう。

これに対して、本実施形態によれば、冬場の外気温よりも温度が高いエンジンＥＧの冷却水から吸熱しているので、外気から吸熱する場合と比較して、ペルチェ素子５３から冷却水への放熱量を多くできる。この結果、冷却水を所望温度まで上昇させるためのペルチェ素子５３の消費電力を低減できる。

ちなみに、空調制御装置６０は、冷却水温度ＴＷ１がエンジン作動の要求水温よりも低い場合にエンジン作動を要求するようになっており、本実施形態では、少なくとも冷却水温度を４０℃以上としているので、常に、冷却水温度は外気温よりも高くなっている。

（４）ペルチェ素子５３を有していない従来の車両用空調装置では、第２ヒータコア１５から流出した冷却水がそのままエンジンＥＧに流入するので、第２ヒータコア１５で送風空気と熱交換されなかった熱量が、エンジンＥＧの表面から放出されていた。

これに対して、本実施形態では、ペルチェ素子５３によって、第２ヒータコア１５から流出した冷却水から熱を汲み上げているので、第２ヒータコア１５で送風空気と熱交換されなかった熱量をさらに暖房に利用することができ、従来よりも冷却水の熱量を有効に利用できる。

（第２実施形態）
図５に、本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

本実施形態の冷却水回路３０は、第２ヒータコア用の冷却水流路３４において、放熱側熱交換器５２に流入する前の冷却水の一部を吸熱側熱交換器５１に導く第１バイパス流路３５と、第１バイパス流路３５に流れる冷却水の流量を調整する第１流量調整バルブ３６とを有している。

第１バイパス流路３５は、一端が放熱側熱交換器５２の上流側に連なり、他端が第２ヒータコア１５と吸熱側熱交換器５１との間に連なっている。このため、この第１バイパス流路３５を流れる冷却水は、放熱側熱交換器５２と第２ヒータコア１５を迂回して、放熱側熱交換器５２で放熱しないとともに第２ヒータコア１５で空気と熱交換せずに、吸熱側熱交換器５１に流入する。

第１流量調整バルブ３６は、放熱側熱交換器５２に向かって冷却水が流れる冷却水流路と第１バイパス流路３５との分岐点に配置されている。この流量調整バルブ３６は、放熱側熱交換器５２に向かって流れる冷却水の流量と、第１バイパス流路３５を流れる冷却水の流量とを調整するものである。なお、第１流量調整バルブ３６は、第１バイパス流路３５の途中に配置されていても良い。

本実施形態では、空調制御装置６０は、ペルチェ素子５３の通電時に、第１バイパス流路３５に冷却水の一部が流れ、ペルチェ素子５３の非通電時に、第１バイパス流路３５の冷却水流量が０となるように、第１流量調整バルブ３６を制御する。

これにより、ペルチェ素子５３の通電時では、放熱側熱交換器５２に流入する前の冷却水の一部が吸熱側熱交換器５１に導かれるので、放熱側熱交換器５２に流入する冷却水の温度と、吸熱側熱交換器５１に流入する冷却水の温度とを近づけることができる。ここで、ペルチェ素子５３は、吸熱面と放熱面との温度差が小さいほど、放熱量が多いことが知られている。したがって、本実施形態によれば、第１バイパス流路３５を有していない場合と比較して、放熱側熱交換器５２で冷却水に放熱される放熱量を多くでき、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度上昇を大きくできる。

また、本実施形態では、ペルチェ素子５３の通電時に、空調制御装置６０は、第１流量調整バルブ３６を制御して、第２ヒータコア１５に要求される暖房能力に応じて、第１バイパス流路３５の冷却水流量を調整する。

例えば、吹出口からの吹出風量が少ないときのように、第２ヒータコア１５に要求される暖房能力が小さい場合、第１バイパス流路３５を流れる冷却水の流量を、加熱側熱交換器５２を流れる冷却水の流量よりも多くする。この場合、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量を少なくしているので、放熱側熱交換器５２での放熱による冷却水の温度上昇が大きくなる。

また、吹出口からの吹出風量が多いときのように、第２ヒータコア１５に要求される暖房能力が大きい場合、第１バイパス流路３５を流れる冷却水の流量を、加熱側熱交換器５２を流れる冷却水の流量よりも少なくする。このように、加熱側熱交換器５２を流れる冷却水の流量を多くすることで、第２ヒータコア１５の暖房能力を大きくできる。

なお、本実施形態では、第１流量調整バルブ３６を用いたが、第１流量調整バルブ３６の代わりに、第１バイパス流路３５の冷却水流量を０より多い所定量と０との間で切り替える流量切替バルブを用いても良い。

（第３実施形態）
図６に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

本実施形態の車両用空調装置１は、第２ヒータコア１５から吹き出される温風をフット開口部２６のみに導くフット専用通路２７を有している。このフット専用通路２７は、ケーシング１１の内部のうち、第２ヒータコア１５の空気流れ下流側の空間をフット開口部２６側の空間と他の開口部２４、２５側の空間とに仕切る仕切壁１１ａによって形成されている。

また、仕切壁１１ａの第２ヒータコア１５の直後には、開口部２８とこの開口部２８を開閉する開閉ドア２８ａが設けられている。この開閉ドア２８ａが開口部２８を開くことで、第２ヒータコア１５から吹き出される温風をデフロスタ開口部２４、フェイス開口部２５およびフット開口部２６のいずれにも導くことができる。一方、開閉ドア２８ａが開口部２８を閉じることで、第２ヒータコア１５から吹き出される温風をフット開口部２６のみに導くようになっている。

また、第１ヒータコア１４の方が第２ヒータコア１５よりも体格が大きく、開閉ドア２８ａが開口部２８を閉じた場合、第１ヒータコ１４から吹き出される温風の一部が、第２ヒータコア１５を通過せず、デフロスタ開口部２４、フェイス開口部２５に流れるようになっている。

本実施形態では、ペルチェ素子５３の通電時において、空調制御装置６０が、開閉ドア２８ａを閉じる制御を行う。これにより、例えば、フット吹出口とサイドフェイス吹出口とから空調風が吹き出されるフットモード時では、フット吹出口から第１、第２ヒータコア１４、１５で加熱された空気を吹き出し、サイドフェイス吹出口から第１ヒータコア１４で加熱された空気を吹き出すので、頭寒足熱の空調を実施でき、乗員の快適性を向上できる。

（第４実施形態）
図７に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

第１実施形態では、第１、第２ヒータコア１４、１５が冷却水流れに対して並列に配置されていたのに対して、本実施形態では、第１、第２ヒータコア１４、１５が冷却水流れに対して直列に配置されている。

具体的には、冷却水回路３０において、第１、第２ヒータコア用の冷却水流路３１は、１つの流路となっており、エンジンＥＧの冷却水出口から流出した冷却水が、第１ヒータコア１４を流れた後、第２ヒータコア１５を流れ、エンジンＥＧの冷却水入口に流入するようになっている。このように、第１ヒータコア１４が冷却水流れの上流側に配置され、第２ヒータコア１５が冷却水流れの下流側に配置されている。

吸熱側熱交換器５１は、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れの下流側に配置されており、加熱側熱交換器５２は、第１ヒータコア１４よりも冷却水流れの下流側であって、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れの上流側に配置されている。

本実施形態においても、ペルチェ素子５３によって、吸熱側熱交換器５１を介して、第２ヒータコア１５で空気と熱交換した後の冷却水から吸熱し、放熱側熱交換器５２を介して、第２ヒータコア１５に流入する冷却水に放熱するので、第１実施形態と同様の効果を奏する。

ただし、本実施形態では、第１ヒータコア１４で空気と熱交換した後の冷却水が、放熱側熱交換器５２に流入するので、第１、第２ヒータコア１４、１５が冷却水流れに対して並列に配置されている第１実施形態と比較して、放熱側熱交換器５２に流入する冷却水の温度が低くなり、第２ヒータコアの暖房能力が低下してしまう。このため、本実施形態よりも第１実施形態の方が好ましい。

（第５実施形態）
図８に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

第１〜第４実施形態の車両用空調装置１は、第１、第２ヒータコア１４、１５の２つのヒータコアを有していたが、本実施形態の車両用空調装置１は、１つのヒータコア１４を有している。

車両用空調装置１は、ヒータコア１４とエンジンＥＧとの間を冷却水が循環する冷却水回路３０を有している。この冷却水回路３０には、ヒータコア１４用の冷却水流路３１と、ラジエータ４１用の冷却水流路３２とが並列して設けられている。

ヒータコア１４用の冷却水流路３１においては、ヒータコア１４よりも冷却水流れの下流側に吸熱部としての吸熱側熱交換器５１が設けられ、ヒータコア１４よりも冷却水流れの上流側に放熱部としての放熱側熱交換器５２が設けられている。

本実施形態においても、ペルチェ素子５３によって、吸熱側熱交換器５１を介して、ヒータコア１４で空気と熱交換した後の冷却水から吸熱し、放熱側熱交換器５２を介して、ヒータコア１４に流入する冷却水に放熱するので、第１実施形態と同様の効果を奏する。

（第６実施形態）
図９に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。本実施形態は、第２実施形態と第５実施形態とを組み合わせたものである。

本実施形態では、図８に示す冷却水回路３０に対して、放熱側熱交換器５２に流入する前の冷却水の一部を吸熱側熱交換器５１に導く第１バイパス流路３５と、第１バイパス流路３５に流れる冷却水の流量を調整する流量調整バルブ３６とを設けている。この流量調整バルブ３６は、第２実施形態と同様に空調制御装置６０によって制御される。したがって、本実施形態においても、第２、第５実施形態と同様の効果を奏する。

（第７実施形態）
図１０に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

本実施形態では、図８に示す冷却水回路３０に対して、放熱側熱交換器５２に流入する前の冷却水と、吸熱側熱交換器５１に流入する前の冷却水との間で熱交換させる熱交換器３７を設けている。

具体的には、熱交換器３７の内部に、放熱側熱交換器５２の冷却水流れ上流側の冷却水が流れるとともに、第２ヒータコア１５から流出した冷却水が流れるようになっており、両方の冷却水の間で熱交換がされる。そして、第２ヒータコア１５から流出した冷却水は、熱交換器３７で熱交換して温度が上昇した後に、吸熱側熱交換器５１に流入するようになっている。

これにより、放熱側熱交換器５２に流入する冷却水の温度と、吸熱側熱交換器５１に流入する冷却水の温度とを近づけることができる。ここで、ペルチェ素子５３は、吸熱面と放熱面との温度差が小さいほど、放熱量が多いことが知られている。したがって、本実施形態によれば、熱交換器３７を有していない場合と比較して、放熱側熱交換器５２で冷却水に放熱される放熱量を多くでき、ヒータコア１４に流入する冷却水の温度上昇を大きくできる。

（第８実施形態）
図１１に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

本実施形態では、図８に示す冷却水回路３０に対して、放熱側熱交換器５２よりも上流側の冷却水の一部を、エンジンＥＧの冷却水入口に導く第２バイパス流路３８と、第２バイパス流路３８を流れる冷却水の流量を調整する第２流量調整バルブ３９とを設けている。

この第２バイパス流路３８は、一端がエンジンＥＧの冷却水入口の下流側であって放熱側熱交換器５２の上流側の冷却水流路に連なり、他端が吸熱側熱交換器５１の下流側であってエンジンＥＧの冷却水出口の上流側に連なっている。このため、この第２バイパス流路３８を流れる冷却水は、放熱側熱交換器５２、ヒータコア１４および吸熱側熱交換器５１を迂回して、エンジンＥＧに流入する。

第２流量調整バルブ３９は、放熱側熱交換器５２に向かって冷却水が流れる冷却水流路と第２バイパス流路３８との分岐点に配置されている。第２流量調整バルブ３９は、放熱側熱交換器５２に向かって流れる冷却水の流量と、第２バイパス流路３８を流れる冷却水の流量とを調整するものである。なお、第２流量調整バルブ３９は、第２バイパス流路３８の途中に配置されていても良い。

本実施形態では、空調制御装置６０は、ペルチェ素子５３の通電時に、第２バイパス流路３８に冷却水の一部が流れ、ペルチェ素子５３の非通電時に、第２バイパス流路３８の冷却水流量が０となるように、第２流量調整バルブ３９を制御する。

ここで、図８に示す冷却水回路３０のように、第２バイパス流路３８を有していない場合、ペルチェ素子５３が冷却水から吸熱すると、吸熱側熱交換器５１から流出する冷却水の温度が低くなるので、エンジンＥＧの冷却水入口に流入する冷却水と、エンジンＥＧの冷却水出口から流出する冷却水の温度差が大きくなる恐れがある。この場合、エンジンＥＧにおける冷却水の入口側部位と出口側部位との間での温度差によって、エンジンＥＧに熱歪みが生じ、エンジンＥＧの破損につながってしまう。

これに対して、本実施形態によれば、ペルチェ素子５３の通電時に、放熱側熱交換器５２よりも上流側の冷却水の一部を、エンジンＥＧの冷却水入口に導くので、エンジンＥＧの冷却水入口に流入する冷却水と、エンジンＥＧの冷却水出口から流出する冷却水との温度差を低減でき、エンジンＥＧの熱歪みの発生を抑制できる。

なお、エンジンＥＧの冷却水入口に流入する冷却水と、エンジンＥＧの冷却水出口から流出する冷却水との温度差を低減するという観点より、第２バイパス流路３８に冷却水の一部を流す場合では、放熱側熱交換器５２に向かって流れる冷却水の流量よりも、第２バイパス流路３８を流れる冷却水の流量を多くすることが望ましい。

また、本実施形態では、第２流量調整バルブ３９を用いたが、第２流量調整バルブ３９の代わりに、第２バイパス流路３８の冷却水流量を０より多い所定量と０との間で切り替える流量切替バルブを用いても良い。

（第９実施形態）
図１２に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

本実施形態では、ヒータコア用の冷却水流路３１に対して、ヒータコア１４を迂回させる第３バイパス流路５４と、この第３バイパス流路５４を流れる冷却水の流量を調整する第３流量調整バルブ５５とを設けている。

ヒータコア用の冷却水流路３１には、エンジンＥＧの冷却水出口からヒータコア１４に向かって冷却水が流れ、ヒータコア１４から流出した冷却水がエンジンＥＧの冷却水入口に向かって冷却水が流れる。第３流量調整バルブ５５は、ヒータコア用の冷却水流路３１と第３バイパス流路５４との分岐点に配置されている。

そして、吸熱側熱交換器５１は、ヒータコア１４の冷却水流れ下流側ではなく、第３バイパス流路５４の途中に吸熱側熱交換器５１が配置されている。このため、吸熱側熱交換器５１は、ヒータコア１４で空気と熱交換した後の冷却水から吸熱するのではなく、エンジンＥＧの冷却水出口から流出した冷却水から吸熱する。
一方、放熱側熱交換器５２は、ヒータコア用の冷却水流路３１のうち第３流量調整バルブ５５よりも冷却水流れの下流側であって、ヒータコア１４の上流側に配置されている。

空調制御装置６０は、ペルチェ素子５３の通電時では、吸熱側熱交換器５１と放熱側熱交換器５２の両方に冷却水が流れ、ペルチェ素子５３の非通電時では、第３バイパス流路５４を閉じてヒータコア１４のみに冷却水が流れるように、第３流量調整バルブ５５を制御するようになっている。

このように、本実施形態では、ペルチェ素子５３の通電時に、吸熱側熱交換器５１と放熱側熱交換器５２の両方に、エンジンＥＧの冷却水出口から流出した冷却水が流れることから、ペルチェ素子５３の吸熱面と放熱面とが同じ温度となる。よって、本実施形態によれば、ペルチェ素子５３による放熱量を多くすることができる。

（第１０実施形態）
図１３に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。

本実施形態の車両用空調装置１は、エンジン用冷却水回路３０とは別に、ヒータコア用温水回路９０を有している。

エンジン用冷却水回路３０は、エンジンＥＧの冷却水がエンジンＥＧとラジエータ４１との間を循環する閉回路であり、冷却水流路３１によって形成されている。

一方、ヒータコア用温水回路９０は、エンジン用冷却水回路３０とは独立した回路であって、ヒータコア１４で送風空気を加熱するための加熱流体としての温水が循環する閉回路である。このヒータコア用温水回路９０は、温水流路９１によって形成されており、温水流路９１の途中に温水流れを形成するウォータポンプ９２が配置されている。

そして、本実施形態では、吸熱側熱交換器５１はエンジン用冷却水回路３０に配置されており、エンジンＥＧの冷却水から吸熱するようになっている。一方、放熱側熱交換器５２はヒータコア用温水回路９０に配置されており、温水に放熱するようになっている。このため、ペルチェ素子５３は、通電時に、吸熱側熱交換器５１を介してエンジンＥＧの冷却水から吸熱して、放熱側熱交換器５２を介してヒータコア１４に流入する温水に放熱することで、温水を加熱するようになっている。したがって、本実施形態においても、ヒータコア１４は、エンジンＥＧの冷却水を熱源として、送風空気を加熱していると言える。

また、本実施形態では、冷却水回路３０においては、第１冷却水温度センサが検出した冷却水温度ＴＷ１が要求水温よりも低下した場合に、空調制御装置６０がエンジンＥＧの作動要求を行う。この要求水温は、エンジンＥＧが良好に作動できる下限温度、例えば、４０℃付近に設定される。これにより、冷却水は、エンジンＥＧが良好に作動できる下限温度以上に維持される。

一方、温水回路９０においては、第２冷却水温度センサが検出した冷却水温度ＴＷ２が暖房に必要な温度以上、例えば、６０℃以上となるように、空調制御装置６０がペルチェ素子５３の通電、非通電を制御するとともに、通電時の電流量を制御する。

このように、本実施形態では、ペルチェ素子５３によって、エンジンＥＧの冷却水からヒータコア１４を流れる温水に熱を汲み上げることで、温水の温度を暖房に必要な温度以上とするので、エンジンＥＧの冷却水の温度を暖房に必要な温度以上にする必要がない。したがって、本実施形態によれば、エンジン作動の要求水温を従来よりも低い温度に設定できるので、エンジンＥＧの作動頻度を低減でき、エンジンＥＧの燃費を向上できる。

また、本実施形態では、ペルチェ素子５３が空気ではなく、エンジンＥＧの冷却水から吸熱しているので、本実施形態においても、第１実施形態で説明した（３）の効果を奏する。

ところで、図８に示す冷却水回路３０のように、ヒータコア１４とエンジンＥＧとの間を冷却水が循環する場合では、ペルチェ素子５３によって、ヒータコア１４から流出の冷却水からヒータコア１４に流入する冷却水へ熱を汲み上げたとき、ヒータコア１４での送風空気との熱交換で余った熱が、吸熱側熱交換器５１で全部吸収されずに、エンジンＥＧで放熱されてしまうという問題が考えられる。

これに対して、本実施形態によれば、エンジン用冷却水回路３０と独立したヒータコア用温水回路９０を採用しており、温水は閉じられたヒータコア用温水回路９０のみを流れるので、ペルチェ素子５３で汲み上げた熱量を全てヒータコア１４で利用することができる。

なお、本実施形態では、ヒータコアが１つであったが、第１実施形態のように、２つのヒータコアを用いることもできる。例えば、ケーシング１１の内部の空気流れ上流側に第１ヒータコアを配置し、その下流側に第２ヒータコアを配置する場合、第１ヒータコアにエンジンＥＧの冷却水が流れ、図１３のヒータコア１４のように、第２ヒータコアに温水回路９０の温水が流れるようにする。このとき、冷却水回路３０においては、第１ヒータコアを流れる冷却水路と、吸熱側熱交換器を流れる冷却水流路とを並列に設けることが好ましい。第１ヒータコアと吸熱側熱交換器との両方に温度が高い冷却水を流すことができるからである。

（第１１実施形態）
図１４に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。本実施形態は、汲上手段としてヒートポンプサイクル１００を用いている。

具体的には、本実施形態の車両用空調装置は、第５実施形態で説明した図８に示す車両用空調装置に対して、ペルチェ素子５３をヒートポンプサイクル１００に変更した構成となっている。

このヒートポンプサイクル１００は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機１０１と、圧縮機１０１から吐出された高圧冷媒の熱を放熱する放熱器１０２と、放熱器１０２から流出した高圧冷媒を減圧する減圧手段としての膨張弁１０３と、膨張弁１０３により減圧された低圧冷媒に吸熱させる吸熱器１０４と、吸熱器１０４からの低圧冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して気相冷媒を圧縮機１０１に供給する気液分離器１０５と、冷媒流路を形成する冷媒配管１０６とを有している。

このうち、吸熱器１０４は、吸熱側熱交換器５１と熱的に接続されており、吸熱側熱交換器５１を介してエンジンＥＧの冷却水から吸熱する。放熱器１０２は、放熱側熱交換器５２と熱的に接続されており、放熱側熱交換器５２を介してエンジンＥＧの冷却水に放熱する。

本実施形態においても、ヒートポンプサイクル１００によって、吸熱側熱交換器５１を介して、ヒータコア１４で空気と熱交換した後の冷却水から吸熱し、放熱側熱交換器５２を介して、ヒータコア１４に流入する冷却水に放熱するので、第１実施形態と同様の効果を奏する。

ところで、本実施形態と異なり、上記特許文献１のように、ヒートポンプサイクルで空気から吸熱し、この熱によってエンジン冷却水を加熱することが考えられる。

しかし、ヒータコアによる送風空気の加熱能力を確保するために、エンジン冷却水を所望温度まで上昇させようとする場合、外気温が低いほど、ヒートポンプサイクルに要求される熱の汲上能力が大きくなり、ヒートポンプサイクルの消費エネルギーが大きくなってしまう。

これに対して、本実施形態によれば、冬場の外気温よりも温度が高いエンジンＥＧの冷却水から吸熱しているので、外気から吸熱する場合と比較して、ヒートポンプサイクルから冷却水への放熱量を多くできる。この結果、冷却水を所定温度まで上昇させるためのヒートポンプサイクルの消費エネルギーを低減できる。

また、空気から吸熱する場合、空気は熱伝導率が低いので、熱交換面積を大きくする必要があり、吸熱用の熱交換器が大型化していたが、本実施形態によれば、空気よりも熱伝導率が高い冷却水から吸熱するので、吸熱側熱交換器５１の小型化が可能となる。

なお、本実施形態は、第５実施形態の車両用空調装置１に対して、ペルチェ素子５３をヒートポンプサイクル１００に変更したものであったが、第１〜第４、第６〜第１０実施形態の車両用空調装置１に対して、ペルチェ素子５３をヒートポンプサイクル１００に変更しても良い。

（第１２実施形態）
図１５に本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。本実施形態は、第２ヒータコア用の冷却水流路３４における構成が第１実施形態と異なるものであり、以下では、第１実施形態と異なる点について説明する。

第２ヒータコア用の冷却水流路３４において、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れ上流側に水加熱用電気ヒータ１１１が設けられ、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れ下流側に流量調整弁１１２が設けられている。また、第２ヒータコア用の冷却水流路３４には冷却水同士の間で熱交換させる顕熱交換器１１３が設けられている。

水加熱用電気ヒータ１１１は、第２ヒータコア１５に流入する前の冷却水を加熱するものであり、走行用電動モータへの電力供給用に車両に搭載されている高電圧バッテリや高電圧キャパシタ等の高電圧電源から電力供給されて発熱する電気ヒータである。水加熱用電気ヒータ１１１は、所定条件時に通電するように空調制御装置６０に制御される。

流量調整弁１１２は、流路断面積が変更可能な構成であって、第２ヒータコア用の冷却水流路３４を流れる冷却水の流量を調整する流量調整手段である。流量調整弁１１２としては、例えば、電動弁もしくは電磁弁等を採用することができる。また、流量調整弁１１２は、空調制御装置６０によって制御される。

顕熱交換器１１３は、水加熱用電気ヒータ１１１よりも冷却水流れ上流側の冷却水と、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れ下流側の冷却水との間で熱交換させ、第２ヒータコア１５流出後の冷却水から水加熱用電気ヒータ１１１流入前の冷却水に向けて熱移動させるためのものである。顕熱交換器１１３としては、一般的な構成のものを採用することができ、例えば、ヒートパイプや、２重管構造のものが挙げられる。本実施形態では、対向流型の顕熱交換器１１３を用いている。

また、第２ヒータコア用の冷却水流路３４には、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れ下流側において、顕熱交換器１１３を迂回して冷却水を流すためのバイパス流路１１４と、バイパス流路１１４と顕熱交換器１１３を流れる流路との間で冷却水流路を切り替える流路切替弁１１５とが設けられている。

バイパス流路１１４は、一端が流量調整弁１１２と顕熱交換器１１３との間に連なり、他端が顕熱交換器１１３と合流点３１ｂとの間に連なっている。流路切替弁１１５は、バイパス流路１１４の冷却水流れ上流側の端部に配置されている。なお、流路切替弁１１５をバイパス流路１１４の冷却水流れ下流側の端部に配置しても良い。

図１６に本実施形態における車両用空調装置の電気制御部の構成を示す。図１６に示すように、空調制御装置６０は、出力側に接続された水加熱用電気ヒータ１１１、流量調整弁１１２、流路切替弁１１５の作動を制御する。すなわち、空調制御装置６０は、図３に示す空調制御中のステップＳ４で、以下のように、水加熱用電気ヒータ１１１のＯＮ（通電）、ＯＦＦ（非通電）を決定したり、流量調整弁１１２の開度を決定したり、流路切替弁１１５が開放する冷却水流路を決定したりする。

図１７に水加熱用電気ヒータ１１１のＯＮ、ＯＦＦの決定処理を説明するためのフローチャートを示す。水加熱用電気ヒータ１１１のＯＮ、ＯＦＦの決定処理では、ステップＳ２１で、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度ＴＷ２と、第１ヒータコア１４に流入する冷却水の温度ＴＷ１とに基づいて、吹出口からの吹出空気温度ＴＡ１を算出する。なお、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度ＴＷ２は、第２冷却水温度センサ６６で検出され、第１ヒータコア１４に流入する冷却水の温度ＴＷ１は、第１冷却水温度センサ６５で検出される。

ステップＳ２２で、ステップＳ２１で冷却水温度に基づいて算出した吹出空気温度ＴＡ１と目標吹出空気温度ＴＡＯとを比較して、ＴＡ１がＴＡＯよりも低いか否かを判定する。ＴＡ１がＴＡＯよりも低ければ、ＹＥＳ判定して、ステップＳ２３に進み、水加熱用電気ヒータ１１１を通電（ＯＮ）に決定する。一方、ＴＡ１がＴＡＯ以上であれば、ＮＯ判定して、ステップＳ２４に進み、水加熱用電気ヒータ１１１を非通電（ＯＦＦ）に決定する。

また、流量調整弁１１２の開度決定処理では、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時の冷却水流量を、水加熱用電気ヒータ１１１の非通電時の冷却水流量と比較して減少させるように、流量調整弁１１２の開度を決定する。具体的には、水加熱用電気ヒータ１１１の非通電時は、第１ヒータコア１４を流れる冷却水の流量と第２ヒータコア１５を流れる冷却水流量とが同じとなる第１開度に決定する。水加熱用電気ヒータ１１１の通電時は、第２ヒータコア１５を流れる冷却水流量が第１ヒータコア１４を流れる冷却水の流量よりも少なくなるように、第１開度よりも小さな第２開度に決定する。

また、流路切替弁１１５の切替決定処理では、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時は顕熱交換器１１３のみに冷却水が流れ、水加熱用電気ヒータ１１１の非通電時はバイパス流路１１４のみに冷却水が流れるように、冷却水流路の切替を決定する。

ここで、エンジンＥＧの停止後から長時間経過して、エンジンＥＧの作動時よりも冷却水温度が低下した場合、ＴＡ１がＴＡＯよりも低くなり、すなわち、冷却水温度が暖房に必要な温度よりも低くなる。

そこで、空調制御装置６０は、ステップＳ２２、Ｓ２３のごとく、冷却水温度が暖房に必要な温度よりも低いと判断した場合、水加熱用電気ヒータ１１１を通電して冷却水を加熱するとともに、流量調整弁１１２の開度を第２開度として、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量を少なくする。また、空調制御装置６０は流路切替弁１１５を制御して、第２ヒータコア１５流出後の冷却水が顕熱交換器１１３を流れるようにし、顕熱交換器１１３で、第２ヒータコア１５流出後の冷却水から水加熱用電気ヒータ１１１流入前の冷却水に向けて熱移動させる。この場合、空調制御装置６０は、エアミックスドア１９を最大暖房位置とすることが好ましい。

これにより、第２ヒータコア用の冷却水流路３４を流れる冷却水の温度は以下のようになる。例えば、第２ヒータコア１５通過直後の目標空気温度を５０℃とする場合、エンジンＥＧ流出直後の冷却水温度が４０℃のとき、顕熱交換器１１３通過後の冷却水は４５℃に上昇し、水加熱用電気ヒータ１１１通過後の冷却水は７０℃に上昇する。そして、第２ヒータコア１５で冷却水が放熱することにより、第２ヒータコア１５の冷却水出口での冷却水温度は４６℃となり、顕熱交換器１１通過後の冷却水温度は４１℃となる。

このようにして、エンジン作動の代わりに、第２ヒータコア１５に流入する冷却水温度を上昇させることにより、暖房を可能としている。

一方、エンジンＥＧの作動時や、エンジンＥＧの停止後からの経過時間が短く、冷却水温度がエンジンＥＧの作動時に近い場合のように、冷却水の温度が十分に高く、ＴＡ１がＴＡＯ以上となる場合であれば、水加熱用電気ヒータ１１１による冷却水の加熱が不要なので、空調制御装置６０は水加熱用電気ヒータ１１１を非通電とするとともに、流量調整弁１１２の開度を第１開度として、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量を多くする。また、流路切替弁１１５を制御して、第２ヒータコア１５流出後の冷却水がバイパス流路１１４を流れるようにする。この場合、空調制御装置６０は、従来と同様に、エアミックスドア１９の位置（開度）を制御することによって、空調風の温度を調整する。

次に、本実施形態による主な効果について説明する。

（１）本実施形態によれば、冷却水温度が暖房に必要な温度よりも低く、暖房の熱源が不足する場合、エンジンＥＧの作動の代わりに、水加熱用電気ヒータ１１１によって、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度を上昇させるようになっているので、水加熱用電気ヒータ１１１を備えていない場合と比較して、エンジンＥＧの作動頻度を低減でき、エンジンＥＧの燃費を向上させることができる。

ところで、第２ヒータコア１５に流入する冷却水の温度は、暖房の熱源として必要な温度、例えば、６０℃以上であることが望まれる。一方、エンジンＥＧの内部を流れる冷却水の温度は、エンジンＥＧの各部が暖まってエンジンＥＧが良好に作動する下限温度以上、例えば、４０℃以上であることが望まれる。

このため、水加熱用電気ヒータ１１１を有していない車両用空調装置では、暖房の熱源を確保するため、冷却水温度が６０℃以上となるように、エンジン作動の要求水温を例えば６０℃付近に設定する必要があった。

これに対して、本実施形態によれば、エンジンＥＧの停止時に、冷却水の温度が６０℃を下回っても、水加熱用電気ヒータ１１１を作動させて、冷却水の温度を上昇させることができるので、エンジン作動の要求水温を従来よりも低い温度、例えば４０℃付近に設定することができる。これにより、水加熱用電気ヒータ１１１を備えていない場合と比較して、エンジンＥＧの作動頻度を低減でき、エンジンＥＧの燃費を向上させることができる。

（２）本実施形態では、第１ヒータコア１４と第２ヒータコア１５とを冷却水流れに対して並列に配置し、第２ヒータコア１５の冷却水流れ上流側に水加熱用電気ヒータ１１１を設けている。そして、暖房の熱源が不足する場合、水加熱用電気ヒータ１１１によって冷却水の全体を加熱するのではなく、第２ヒータコア１５に流入する冷却水を加熱するので、冷却水の全体を加熱する場合と比較して、水加熱用電気ヒータ１１１の消費電力を低減できる。

また、第２ヒータコア１５は第１ヒータコア１４通過後の空気を加熱するように配置されている。これにより、第１ヒータコア１４で低温度の冷却水によって空気温度を上昇させた後、第２ヒータコア１５で水加熱用電気ヒータ１１１によって加熱された高温度の冷却水によって空気温度をさらに上昇させることができ、熱量を有効に利用して暖房することができる。

（３）本実施形態では、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時に、流量調整弁１１２によって、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量を水加熱用電気ヒータ１１１の非通電時よりも少なくするとともに、流路切替弁１１５によって、第２ヒータコア１５流出後の冷却水が顕熱交換器１１３を流れるようにしている。

ここで、本実施形態に対して流量調整弁１１２と顕熱交換器１１３とを省略した場合、第２ヒータコア１５流出の冷却水がエンジンＥＧに戻ったときに、第２ヒータコア１５で空気と熱交換されなかった熱量がエンジン表面から放出され、水加熱用電気ヒータ１１１によって投入した熱量を無駄に消費してしまうという問題が生じる。

例えば、第１ヒータコア１４を流れる冷却水の流量と第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量が同じ所定流量として、第２ヒータコア１５通過直後の空気の目標温度を５０℃とする場合、水加熱用電気ヒータ１１１によって冷却水温度を４０℃から５５℃まで上昇させたとき、第２ヒータコア１５の冷却水出口での冷却水温度は５３℃となる。この場合、水加熱用電気ヒータ１１１によって投入した熱量のうち、熱交換前後の冷却水温度差（５５℃−５３℃）分の熱量しか空気へ放熱されず、残りの熱量は、エンジン表面から放出されてしまう。

これに対して、本実施形態によれば、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時に第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量を少なくしているので、冷却水の流量が多い場合と比較して、水加熱用電気ヒータ１１１による冷却水への投入熱量に対する第２ヒータコア１５での冷却水からの放熱量の割合を高めることができる。これにより、流量調整弁１１２と顕熱交換器１１３とを省略した場合と比較して、第２ヒータコア１５の冷却水出口での冷却水温度を低下させることができる。これは、冷却水から空気への放熱量が一定の場合、冷却水の流量が多いほど、熱交換前後における冷却水の温度差が小さくなり、冷却水の流量が少ないほど、熱交換前後における冷却水の温度差が大きくなるからである。

この結果、第２ヒータコア１５で空気と熱交換されなかった熱量がエンジンＥＧの表面から放出されることを抑制でき、水加熱用電気ヒータ１１１の加熱によって得た熱量を有効に利用できる。

さらに、顕熱交換器１１３によって、第２ヒータコア１５流出後の冷却水から水加熱用電気ヒータ１１１流入前の冷却水に向けて熱移動させるので、これによっても、第２ヒータコア１５で空気と熱交換されなかった熱量がエンジンＥＧの表面から放出されることを抑制できる。また、顕熱交換器１１３によって、水加熱用電気ヒータ１１１に流入する冷却水の温度が上昇するので、その温度上昇分の加熱に必要な水加熱用電気ヒータ１１１の消費電力を低減できる。

（４）本実施形態では、冷却水の加熱手段として、走行用電動モータへの電力供給用の高電圧電源を電源とする水加熱用電気ヒータ１１１を用いている。

ここで、特許文献２に記載のように、ＰＴＣ素子からなる電気ヒータを用いて、第２ヒータコア１５通過後の空気を加熱する場合、高電圧電源を使用すると、乗員の感電事故が生じる恐れがあるため、高電圧電源を使用できず、オーディオ等の電子機器への電力供給用の低電圧電源（低電圧バッテリ）を使用しなければならない。そして、ハイブリッド車両の電源経路において、低電圧電源の電力は、ＤＣ−ＤＣコンバータによって高電圧電力を電圧変換することによって得られるが、この変換時に電力ロスが生じてしまう。このため、低電圧電源を使用することは好ましくない。

これに対して、水加熱用電気ヒータ１１１によって冷却水を加熱する場合では、水加熱用電気ヒータ１１１をエンジンコンパートメント内等に設置することにより、乗員の感電事故を防止できるので、高電圧電源を使用できる。これにより、ＤＣ−ＤＣコンバータによる電力ロスを回避できる。また、高電圧電源を使用することで、低電圧電源を使用する場合と比較して、電線の軽量化が可能となる。

なお、本実施形態では、ステップＳ２２、Ｓ２３で、冷却水温度に基づく吹出空気温度ＴＡ１が目標吹出空気温度ＴＡＯよりも低い場合を、冷却水の温度が暖房に必要な温度よりも低い場合として判断したが、第１冷却水温度センサ６５、第２冷却水温度センサ６６で検出した冷却水温度ＴＷ１、ＴＷ２が所定温度よりも低い場合を、冷却水の温度が暖房に必要な温度よりも低い場合として判断しても良い。この所定温度としては、エンジン作動の要求水温を用いることができる。

また、本実施形態では、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時における流量調整弁１１２の開度を第１開度よりも小さな第２開度としたが、水加熱用電気ヒータ１１１による冷却水への投入熱量を第２ヒータコア１５で放熱しきるように、流量調整弁１１２の開度を設定することが好ましい。

また、本実施形態では、流量調整弁１１２の配置場所を、第２ヒータコア１５よりも冷却水流れ下流側としたが、第２ヒータコア１５の上流側としても良い。

また、本実施形態では、水加熱用電気ヒータ１１１の非通電時に、バイパス流路１１４に冷却水が流れるように流路切替弁１１５によって冷却水流路を切り替えたが、第２ヒータコア１５流出後の冷却水の温度Ｔａが、水加熱用電気ヒータ１１１流入前の冷却水の温度Ｔｂよりも低い場合に、流路切替弁１１５によってバイパス流路１１４に冷却水が流れるようにしても良い。要するに、第２ヒータコア１５流出後の冷却水から水加熱用電気ヒータ１１１流入前の冷却水に向けて熱移動できない条件時に、顕熱交換器１１４に冷却水を流さずに、バイパス流路１１４に冷却水を流すように、流路切替弁１１５によって冷却水流路を切り替えれば良い。

（第１３実施形態）
図１８に、本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。本実施形態は、第１２実施形態の車両用空調装置に対して、顕熱交換器１１３、バイパス流路１１４および流路切替弁１１５を省略したものである。

本実施形態のように、顕熱熱交換器１１３を省略しても、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時に、流量調整弁１１２によって、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量を水加熱用電気ヒータ１１１の非通電時よりも少なくするので、エンジンＥＧの表面からの放熱を抑制する効果が得られる。

（第１４実施形態）
図１９に、本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。本実施形態は、第１２実施形態の車両用空調装置に対して、水加熱用電気ヒータ１１１の代わりにインバータ１２１を冷却水の加熱手段として用いる点と、顕熱交換器１１３、バイパス流路１１４および流路切替弁１１５を省略した点が異なっている。

本実施形態では、エンジンＥＧ流出の冷却水がインバータ１２１を通過した後、第２ヒータコア１５に流入する流路と、閉回路のインバータ冷却回路１２０とが切替可能に構成されている。

インバータ冷却回路１２０は、インバータ１２１と、ウォータポンプ１２２と、放熱器１２３と、第１流路切替弁１２４と、第２流路切替弁１２５とを備えている。

インバータ１２１は、ハイブリッド車両に搭載され、走行用電動モータに供給される電流を直流から交流に変換するものである。ウォータポンプ１２２は、冷却水流れを形成する電動式のものである。放熱器１２３は、インバータ１２１通過後の冷却水から空気へ放熱させる熱交換器である。

第１流路切替弁１２４、第２流路切替弁１２５は、図中実線矢印で示すように、エンジンＥＧ流出の冷却水がインバータ１２１を通過した後、第２ヒータコア１５に流入する第１流路と、図中破線矢印で示すように、インバータ１２１→ウォータポンプ１２２→放熱器１２３→インバータ１２１の順に冷却水が循環する第２流路とを切り替えるものである。

空調制御装置６０は、第１冷却水温度センサ６５で検出した冷却水温度ＴＷ１が所定温度よりも低い場合、インバータ冷却回路１２０のウォータポンプ１２２を停止させ、冷却水流れが第１流路となるように第１流路切替弁１２４、第２流路切替弁１２５を制御する。このとき、インバータ１２１の変換効率を通常よりも落として、発熱量を増大させるように、直接、もしくは、インバータ制御装置を介して、インバータ１２１を制御する。

これにより、冷却水の温度が暖房に必要な温度よりも低い場合、インバータ１２１の発熱量を確保して、インバータ１２１を冷却水の加熱手段として利用することができる。

なお、インバータ１２１の変換効率を落としても、走行用電動モータへの電力供給に支障は生じないので、車両走行には影響せず、インバータ１２１の発熱量が増加しても、エンジン冷却水でインバータ１２１を冷却しているので、インバータ１２１を構成する素子への影響もない。

一方、冷却水温度ＴＷ１が所定温度よりも高い場合、冷却水流れが第２流路となるように第１流路切替弁１２４、第２流路切替弁１２５を制御し、インバータ冷却回路１２０のウォータポンプ１２２を作動させる。このとき、インバータ１２１の変換効率が高くなるように、インバータ１２１を制御する。

これにより、エンジン冷却水の温度が暖房に必要な温度以上の場合、インバータ冷却回路１２０で冷却水を循環させることで、インバータ１２１を冷却する。このとき、第２ヒータコア１５には冷却水が流れず、第１ヒータコア１４のみに冷却水が流れ、第１ヒータコア１４で空気を加熱する。

なお、本実施形態では、冷却水の加熱手段として、インバータ１２１を用いたが、インバータ１２１に限らず、エンジンＥＧ以外に車両に搭載された廃熱を生じる発熱体を利用することができる。例えば、ハイブリッド車両や電気自動車に搭載のモータジェネレータや、エンジンＥＧと燃料電池とのハイブリッド車両に搭載の燃料電池等の発熱体を利用できる。また、エンジンＥＧの排気ガスを熱源として冷却水を加熱しても良い。

（第１５実施形態）
図２０に、本実施形態における第１、第２ヒータコア１４、１５の斜視図を示す。本実施形態は、第１３実施形態における第１、第２ヒータコア１４、１５を一体化するとともに、流量調整弁１１２を用いる代わりに、第２ヒータコア１５の流水抵抗を第１ヒータコア１４の流水抵抗を高くしたものである。

図２０に示す熱交換器は、入口側第１ヘッダタンク１３１、入口側第２ヘッダタンク１３２、出口側ヘッダタンク１３３、入口側第１ヘッダタンク１３１と出口側ヘッダタンク１３３に連なる複数の第１チューブ１３４、入口側第２ヘッダタンク１３２と出口側ヘッダタンク１３３に連なる複数の第２チューブ１３５を備えている。

入口側第１ヘッダタンク１３１、入口側第２ヘッダタンク１３２は、それぞれの冷却水入口１３１ａ、１３２ａから流入した冷却水を、第１、第２チューブ１３４、１３５に分配するものである。出口側ヘッダタンク１３３は、第１、第２チューブ１３４、１３５を通過した冷却水を集合させ、集合した冷却水を冷却水出口１３３ａから流出するものである。

第１ヒータコア１４は、入口側第１ヘッダタンク１３１と、第１チューブ１３４と、出口側ヘッダタンク１３３とによって構成されている。第２ヒータコア１５は、入口側第２ヘッダタンク１３２と、第２チューブ１３５と、出口側ヘッダタンク１３３とによって構成されている。

そして、第２ヒータコア１５は、第２チューブ１３５が内部に形成する冷却水流路の断面積が、第１ヒータコア１４の第１チューブ１３４よりも小さくなっている。これにより、第２ヒータコア１５の流水抵抗が第１ヒータコア１４の流水抵抗よりも高くなっている。なお、第２ヒータコア１５の入口側第２ヘッダタンク１３２の流路断面積を、第１ヒータコア１４の入口側第１ヘッダタンク１３１の流路断面積よりも小さくする等の他の手段によって、第２ヒータコア１５の流水抵抗を第１ヒータコア１４の流水抵抗よりも高くしても良い。

また、第２ヒータコア１５の冷却水入口１３２ａと、第１、第２ヒータコア１４、１５用の冷却水流路３１の分岐点３１ａとの間に水加熱用電気ヒータ１１１が配置されている。

このように、第１ヒータコア１４と第２ヒータコア１５とは、共通の出口側ヘッダタンク１３３を有しており、この出口側ヘッダタンク１３３によって一体化している。そして、常に、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量が第１ヒータコア１４を流れる冷却水の流量よりも少ない構成となっている。

これにより、水加熱用電気ヒータ１１１の通電時では、第２ヒータコア１５を流れる冷却水の流量が、第１ヒータコア１４を流れる冷却水の流量よりも少ないので、第１ヒータコア１４を流れる冷却水の流量と同じ場合と比較して、水加熱用電気ヒータ１１１による冷却水への投入熱量に対する第２ヒータコア１５での冷却水からの放熱量の割合を高めることができる。

この結果、第２ヒータコア１５で空気と熱交換されなかった熱量がエンジンＥＧの表面から放出されることを抑制でき、水加熱用電気ヒータ１１１の加熱によって得た熱量を有効に利用できる。

なお、本実施形態では、第１、第２ヒータコア１４、１５の内部における流水抵抗について説明したが、第２ヒータコア１５用の冷却水流路３４における流水抵抗を、第１ヒータコア１４用の冷却水流路３３における流水抵抗よりも高くしても良い。例えば、第２ヒータコア１５用の冷却水流路３４の流路断面積を、第１ヒータコア１４用の冷却水流路３３の流路断面積よりも小さくしても良い。

（他の実施形態）
上述の各実施形態では、本発明の車両用空調装置を、エンジンＥＧと走行用電動モータとを備えるハイブリッド車に搭載される車両用空調装置に適用したが、アイドルストップ車に搭載される車両用空調装置や、エンジン以外の走行用の駆動力を得るための駆動手段を備える車両に搭載される車両用空調装置にも適用可能である。

例えば、燃料電池と走行用電動モータとを備える燃料電池車に用いられる車両用空調装置であって、燃料電池の冷却水を熱源として車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器を備える車両用空調装置に対して、本発明の適用が可能である。

また、上述の各実施形態では、冷却流体として冷却水を用いていたが、水の代わりに他の液体を溶媒とする冷却液や冷却用の気体を用いても良い。同様に、第１０実施形態では、加熱流体として温水を用いていたが、水の代わりに他の液体や、気体を用いても良い。

なお、上述の各実施形態を実施可能な範囲で組み合わせても良い。

ＥＧ エンジン（駆動手段）
１４ ヒータコア、第１ヒータコア（加熱用熱交換器、第１加熱用熱交換器）
１５ 第２ヒータコア（第２加熱用熱交換器）
３０ 冷却水回路（冷却流体回路）
３５ 第１バイパス流路
３７ 熱交換器
３８ 第２バイパス流路
５１ 吸熱側熱交換器（吸熱部）
５２ 放熱側熱交換器（放熱部）
５３ ペルチェ素子（汲上手段）
９０ 温水回路（加熱流体回路）
１００ ヒートポンプサイクル（汲上手段）
１１１ 水加熱用電気ヒータ（加熱手段）
１１２ 流量調整弁（流量調整手段）
１１３ 顕熱交換器
１２１ インバータ（加熱手段）

Claims (6)

1. 車両走行用の駆動力を得るための駆動手段（ＥＧ）を冷却するための冷却流体を熱源として、車室内に向かう送風空気を加熱する加熱用熱交換器（１４、１５）を備え、
   前記冷却流体の温度が所定温度よりも低い場合に、前記駆動手段（ＥＧ）に対して作動要求する車両用空調装置において、
   前記加熱用熱交換器として、第１加熱用熱交換器（１４）と、前記第１加熱用熱交換器（１４）通過後の空気を加熱する第２加熱用熱交換器（１５）とを備え、
   前記第１、第２加熱用熱交換器（１４、１５）は、冷却流体流れに対して並列に配置されており、
   前記第１、第２加熱用熱交換器（１４、１５）のうち前記第２加熱用熱交換器（１５）に向かって流れる冷却流体のみを加熱する加熱手段（１１１、１２１）を備え、
   少なくとも前記加熱手段（１１１、１２１）の加熱時では、前記第２加熱用熱交換器（１５）内を流れる冷却流体の流量が前記第１加熱用熱交換器（１４）内を流れる冷却流体の流量よりも少ない構成となっており、
   さらに、前記第２加熱用熱交換器（１５）よりも下流側の冷却流体から前記加熱手段（１１１）よりも上流側の冷却流体に向けて熱移動させる顕熱交換器（１１３）を備えることを特徴とする車両用空調装置。
2. 前記第２加熱用熱交換器（１５）は、前記第２加熱用熱交換器（１５）内部の流水抵抗が、第１加熱用熱交換器（１４）内部の流水抵抗よりも高く構成されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
3. 前記加熱手段（１１１、１２１）の加熱時に、前記加熱手段（１１１、１２１）の非加熱時と比較して、前記第２加熱用熱交換器（１５）内を流れる冷却流体の流量を減少させる流量調整手段（１１２）を備えることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
4. 前記加熱手段は、前記駆動手段としての走行用電動モータに電力供給するための高電圧電源を電源とする電気ヒータ（１１１）であることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
5. 前記加熱手段は、廃熱を生じる前記駆動手段以外の発熱体（１２１）であることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
6. 前記発熱体は、ハイブリッド車両に搭載され、前記走行用電動モータに供給される電流を変換するインバータ（１２１）であることを特徴とする請求項５に記載の車両用空調装置。

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